蜗轮蜗杆减速器

目录

二、传动比分配„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 三、计算传动装置的运动和动力参数„„„„„„„„„„„„4 四、传动零件的设计计算„„„„„„„„„„„„„„„„„4 五、轴的设计计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6

六、蜗杆轴的设计计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„17

七、键联接的选择及校核计算„„„„„„„„„„„„„„„18 八、减速器箱体结构尺寸确定„„„„„„„„„„„„„„„19 九、润滑油选择：„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 十、滚动轴承的选择及计算„„„„„„„„„„„„„„„„21 十一、联轴器的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„22 十二、设计小结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„22

设计计算及说明 第 1 页 共 21 页

结果

根据表16-1 方案 1 2 Y132M2-6 Y132S-4 5.5 5.5 1000 1500 960 1440 84 68 型号 额定功率 同步转速 满载转速 质量 ia=114.55 有表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传动装置结构尺寸较小，并且节约能量。因此选择方案1，选定电动机的型号为Y132M2-6， 二．传动比分配 蜗杆传动 ia= 960nm= =114.55 8.38n i涡=30 i2=3.82 i2(0.03~0.06)i=3~5 取i涡=30所以i2=3.82 三．计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴传速 nDnm960rminnD=960rmin nD960n1960rminiD1n196032rmini130 n32n3232rmini21n2n4n8.38r 2） 各轴输入功率 n1=960rmin n2=32rmin n3=32rmin minn工=8.38r/min PD=4kw PDPd4kw 第 2 页 共 21 页

P1Pd33.96kw P2P212.9106kw 1P3P2232.824kw P工P34w2.63kw 3）各轴输入转矩T（N•ｍ） Tn =9550× p/ ni T1=9550×3.96/960=39.393 N·m T2=9550×2.9106/32=868.63 N·m T3=9550×2.824/32=842.79 N·m T4=9550×2.63/8.38=2985.7995 N·m 将以上算得的运动及动力参数列表如下： 轴号 功率P/kw 转矩转速P1=3.96kw P22.9106kw P32.824kw P工2.63kw T1=39.393N·m T2=868.63 N·m T3=842.79 N·m T4=2985.7995 N·m T/(Nm) n/rmin1 电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 工作轴 4 3.96 2.824 2.9106 2.63 2 39.4 868.63 842.79 29854.7995 960 960 32 32 8.38 四、传动零件的设计计算 ㈠ 蜗轮蜗杆 1、选择蜗杆的传动类型 根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开式蜗杆(ZI) 2、选择材料 考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度第 3 页 共 21 页

为45~55HRC，蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造 3、按齿面接触疲劳强度进行设计 1).在蜗轮上的转矩，即T2 ，按Z=1，估取效率η=0.75，则T2=868630 ⑴确定作用在蜗轮上的转矩，即T2 ，按Z=1，估取效率η=0.75， 则T2=868630 ⑵确定载荷系数K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数KB=1，由书上(机 蜗杆：45钢 蜗轮 ：ZCuSn10P1 械设计)表11-5，选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲不大， 可取载荷KV=1.05。则 K=KAKBKV=1.15×1×1.05≈1.21 ⑶确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故ZE=160mpa1/2 ⑷确定接触系数Zp T2=868630N·mm 。则 先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35， KV=1.05从图11-8得Zp=2.9 ⑸确定许用接触应力[бH] 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋面齿面硬度>45HRC，据表11-7查得蜗轮的基本许用应力[бHK=KAKBKV=1.15×1×1.05≈1.21 ZE=160mpa1/2 ] `=268mpa 应力循环次数 N=60×1×32×(10×250×2×8× 0.15)=11520000 KHN=(107/11520000)1/8=0.9825 寿命系数 [бH]= KHN×[бH] `=0.9825×268mpa=262.8mpa ⑹计算中心距 根据公式：a≥[KT2(ZE ZP /[бH])] a≥[1.21×868630×(160×2.9/262.8)2]1/3=148.53 据实际数据验算，取中心距a=160 ,i=30，故从表11-2中取模数m=8 mm，分度圆直径d1=80mm，这时，d1/a=0.4 4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 ⑴ 蜗杆 21/3 [бH] `=268mpa N=11520000 KHN=0.9825 [бH]= 262.8mpa 第 4 页 共 21 页

轴向齿距pa=25.133 mm，直径系数q=10，齿顶圆直径da1=96 mm ;齿根圆直径df1=60.8，分度圆导程角γ=5o42'48''；蜗杆轴向齿厚Sa=12.5664 mm ⑵ 蜗轮 Z2=31，变为系数 X2= -0.5 验算传动比i=31，传动比误差为(31-30)/30=3.3%，是允许的 蜗轮分度圆直径：d2=m Z2=8×31=248 mm 蜗轮喉圆直径：da2= d2+ 2ha2=248+2×[8×(1-0.5)]=256 mm 蜗轮齿根圆直径：df2= d2- 2hf2=248-2×8×1.7=220.8 mm 蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a-1/2da2=160-(1/2)256=32 mm 5、校核齿根弯曲疲劳强度 бf=(1.53KT/d1d2m)Yfa2YB≤[бf] 当量齿数 Zv2=Z2/cos3r=31/(cos5.71。)3=31.47 根据X2= -0.5，Zv2=31.47，查得齿形系数Yfa2=3.34 即，螺旋角系数YB=1-r/140。=1-5.71。/140。=0.9592 许用弯曲应力[бf]= [бf] ＇·KFN 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力[бf] ＇=56 mpa 寿命系数KFN=(106/11520000)1/9=0.762 [бf]=56×0.762=42.672 mpa бf a=160 ,i=30 m=8 mm，d1=80mm d2=248 mm da2=256 mm df2=220.8 mm rg2=32 mm Zv2=31.47 Yfa2=3.34 YB=0.9592 [бf] ＇=56 mpa KFN=0.762 [бf]=42.672 mpa бf=32.6534 mpa =(1.53×1.21×868630/80×248×8) ×3.36×0.9592=32.6534 mpa ∵бf≤ [бf]，∴符合要求 6、验算效率η η=(0.95~0.96) tanγ/tan(γ+ψ) γ=5.71。；ψv=arctan fv ；fv与相对滑速度Vs有关 Vs=πd1n1/60×1000 cosγ=π×80×960/60×1000 cos5.71。=4.784 m/s 从表11-8中用插值法查得fv=0.022432，ψv=1.285，代入式中得第 5 页 共 21 页

η=0.77>0.75，大于原估计值，因式不用重算。 7、精度等级公差和表面粗糙度确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089~1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T10089-1988，然后由有关手册查得要求公差项目以及表面粗糙度。 ㈡ 齿轮 1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 ⑴选用直齿圆柱齿轮传动 符合要求 γ=5.71。； Vs=4.784 m/s ⑵运输机为一般工作器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88) ⑶材料选择，由表10-1选择小齿轮材料40Cr(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS ⑷初选齿数：小齿轮Z1=29，大齿轮Z2=3.77×29=109.33=110 2、按齿面接触强度设计 d1t≥2.32×{(KT/θd)·(μ±1/μ) ·(ZE/[бH])2}1/3 ⑴确定公式内的各计算数值 ① 试选载荷系数Kt=1.3 ② 计算小齿轮转矩，由先前算得T3=842790N·mm ③ 由表10-7选齿宽系数θd=1 ④ 由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8 mpa1/2 ⑤ 由图10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限б大齿轮接触疲劳强度极限бHlim2Hlim1 小齿轮 Cr(调质) 硬度 : 280HBS 大齿轮 : 45钢 硬度 : 240HBS 小齿轮Z1=29,齿=600 mpa；轮Z2=110 T3=842790N·mm θd=1 =550 mpa ⑥ 计算应力循环次数N1=60×32×(10×250×16×0.15)=11520000；N2=11520000/3.77=3.056×106 ⑦ 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=1.29 ; KHN1=1.06 ⑧ ⑨ 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1， 第 6 页 共 21 页

[бH]1= KHN1·б[бH]2= KHN2·б⑴计算 ① 计算小齿轮分度圆直径d1t，[бH]中较小的值[бH]2，d1t≥2.32×{(KT/θd)·(μ±1/μ) ·(ZE/[бH])2}1/3=2.32×{(1.3×842790/1)·(3.77±1/3.77) ·(189.8/583)2}1/3=122.42 mm ② 计算圆周速度V。，V=πd1tn1/60×1000=0.21m/s ③ 计算齿宽 b=θd·d1t=1×122.42=122.42mm lim1б/S=1.29×600 mpa=774 mpa /S=1.06×550 mpa=583 mpa бHlim1=600 mpa Hlim2=550 mpa lim2N1=11520000 N2=3.056×106 KHN1=1.29 ; KHN1=1.06 [бH]1=774 mpa ④ 计算齿宽与齿高之比b/h [бH]2=583 mpa 模数 mt= d1t/Z1=1.2×122.42/29=5.064，∴mt=6，h=2.25×6=13.5，b/h=122.42/13.54=9.068 ⑤ 计算载荷系数，根据V=0.21 m/s，7级精度，Kv=1.02，直齿轮KHα=KFα=1，由表10-2查得使用系数KA=1.25，由表10-4用插 d1t≥122.42 mm 值法得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.437。V=0.21m/s 由b/h=9.068，KHβ=1.437，∴K=KA KvKHαKHβ=1.25×1.02×1×1.437=1.832 ⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1= d1t(K/ Kt)1/3= 122.42×(1.832/ 1.3)1/3=137.25mm ⑦ 计算模数m，m=1.2 ×d1/Z1=1.2×37.25/29=5.679，∴取m=6 3、按齿根弯曲强度设计 由m≥{(2KT1/θd·Z12)·(YFaYSa/[бF])}1/3 ⑴确定公式内的各计算数值 ① 由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限б轮弯曲疲劳强度极限бFE2FE1b=122.42mm mt=6 b/h=9.068 Kv=1.02, KA=1.25 KHβ=1.437 K=1.832 =500 mpa，大齿 d1=137.25mm m=6 =380 mpa。 ② 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.98，KFN2=1.07 ③ 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[бF1]= KFN1бFE1/S=0.98×500/1.4=350 mpa，[бF]2= KFN2бFE2S=1.07×380/1.4=290.43 mpa 第 7 页 共 21 页

④ 计算载荷系数K，K=KA KvKFαKFβ=1.25×1.02×1×1.352=1.724 б⑤ 查取齿形系数，由表10-5查得YFa1=2.53 ；YFa2=2.172 ； ⑥ 查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.62 ；YSa2=1.798 б FE1=500 mpa =380 mpa FE2⑦ 计算大小齿数YFa1 YSa1/[бF]1=2.53×1.62/350=0.01171，YFa2 KFN1=0.98,FN2=1.07 YSa2/[бF]2=2.172×1.798/290.43=0.01345，∴大齿轮的数值大 [бF]1=350 mpa ⑵设计计算 m≥1.2×{(2×1.724×842790/1×292)·0.01345}1/3=4.31，∴m取5，∴小齿轮数Z1=d1/m=137.25/5≈28，∴大齿轮齿数Z2=3.77×28=105.56；∵不能有公约数，要求互质，∴取107 4、几何尺寸计算 ⑴计算分度圆直径 d1=Z1m=28×5=140 mm d2=Z2m=107×5=535 mm ⑵计算中心距 a=(d1+d2)/2=337.5 mm ⑶计算齿轮宽度 b=θd d1=1×140=140 mm 取B2=140 mm，B1=145 mm [бF]2=290.43 mpa K=1.724 大齿轮的数值大 m=5 Z2=107 d1=140 mm d2=535 mm a=337.5 mm b=140 mm B2=140 mm，B1=145 mm 第 8 页 共 21 页

五、轴的设计计算 1轴径初算和联轴器选择 ⑴根据公式 d≥C×(P2/n2)1/3=112×(2.911/32) 1/3=50.37 ⑵这根是低速轴，所以选择HL型弹性柱销联轴器。根据公称转矩x1.7的工况系数接近2000，故选择HL5。考虑到安全因素，即选择轴孔直径为63 mm，轴长取140。 ⑶根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径63 mm，故取第二段轴径为65 mm。 d≥50.37 HL5型弹性柱销联轴器 第一段轴径63 mm 第二段轴径为65 mm。 ⑷第三段轴上安装圆锥滚子轴承，由轴承标准件取得内径为 70 第三段轴内径70 mm。 ⑸第四段要求直径扩大6~10，又需要安装键槽，故再需乘上系数1.05，取直径为80 mm，满足条件。 mm 第四段 :80 mm ⑹因为轴肩需比前一段轴径＞6~10，又需大于79，故取为90 mm 。 轴肩 ：90 mm ⑺理由同⑷，取得70 mm。 ㈡ 确定各段轴长 ⑴由上述“⑵”得第一段轴长为140 mm ⑵因为实际安装时轴承需推进3 mm润滑间隙，所以轴肩宽度取为8 mm。（即上述的“⑹”这段轴肩宽度） 根据箱体壁厚以及箱体侧视图的宽度为116，以及蜗轮端面距离内壁距离为（116-72）/2=22。以及蜗轮轮毂长度为96。 让整体布局成为对称分布。 但需要注意的是：我们必须留出挡油板或分油盘的空隙。 最后一段：70 mm 第一段轴：140mm 轴肩宽8 mm 第三段 : 47.5 mm 第四段轴长：39mm ⑶因第三段上圆锥滚子轴承T为26.25 mm，故轴长取为47.5 mm， 满足要求。 ⑷上述“⑺”这段轴长也需安装轴承，要求大于26.25(第三段轴上安装的圆锥滚子轴承宽度)，故取为39 mm。 第 9 页 共 21 页

⑸最后确定第二段的轴长，因上面需安装端盖，故等确定了减速 器箱体结构尺寸后方可推算而得，暂且搁置。先行计算箱体结构。 ⑹确定轴上圆角和倒角尺寸 轴端倒角皆为245，参考书上表15-2，各轴肩处的圆角半径和 倒角。 ㈢ 轴的校核计算 1、根据已求得的的功率P2转速n2和转矩T2 P2=2.9106 kw，T2=868630N·mm Ft=7005N Fr=2562.35N KA=1.7 Tca=1476671N·mm P22.9106 kw， T2868630Nmm 2、求作用在齿轮上的力 齿轮分度圆的直径为 d2 248 mm 2T868630 圆周力：Ft227005N d2248F Ft tan/cos7005tan20/cos571' 径向力：r 2562.35NFa= Ft tanβ=7005×tan542'48\"=700.8N 2、求轴上的载荷 水平：FNH1FNH27005N FNH169.1 68.6FNH2 FNH2 3515.2N 有FNH1 3489.8N垂直：FNV1FNV22562.35N FNv169.1 68.6FNv2 FNH1 3489.8N FNH2 3515.2N FNV1 1276.48N有：FNV1 1276.48N FNV2 1285.87N FNV2 1285.87N.18Nmm 水平弯矩：MH241145垂直弯矩：MV188204.768Nmm MH241145.18Nmm MV188204.768Nmm MV21305.5Nmm 总弯矩： MV21305.5Nmm 第 10 页 共 21 页

2M1 M2 M256770.47191 NmmH2V12 M1256770.5Nmm M2 M2 M2241148.7138 Nmm H2V22 M2241148.7N.mm 根据轴的计算作出弯矩图和扭矩图 第 11 页 共 21 页

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面.现将计算 出危险截面处的力矩值列于下表 载 荷 支反力F 水平面H 垂直面V FNH1 3489.8N FNV1 1276.48N FNV2 1285.87N FNH2 3515.2NMV188204.768NmmMV21305.5Nmm 弯矩M M241145.18Nmm H 总弯矩 扭矩T 6) 按弯扭合成应力校核轴的强度 2M1 M2 M256770.47191 NmmH2V122M2 M2 MH2V22 241148.7138 Nmm α=0.59 ζ=10.191 mpa T2=868630N·mm 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的强根据式15-5及上表中的数值,并取α=0.59，轴的计算应力 ζ=[M+(αT)]/W=10.191 mpa 前面以选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得160MPa.ζ≤[ζ-1]，故安全. 7) 精确校核轴的疲劳强度 (1) 危险截面的左侧 抗弯截面系数 W1=0.1d=0.1×70=34300 mm 抗扭截面系数 W2=0.2d=0.2×70=68600 mm 截面左侧的弯矩M为 第 12 页 共 21 页

333333221/2160MPa ζ≤[ζ-1] 故安全. W1=34300 mm3 W2=68600 mm3

M=25670.4791×(69.1-47.5)/69.1=80264 N·mm 截面上的扭矩T2为 T2=868630N·mm M2.34MPa 截面上的弯曲应力 bW M=80264 N·mm T2=868630N·mm 截面上的扭转切应力 η=T2/W2=12.66 轴的材料为45钢,调质处理.由表15-1查得 b M2.34MPa Wη=T2/W2=12.66 B640MPa,1275MPa,1155MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数,按表 3-2查取. 因r/d=0.0285，D/d=1.142，经插值后可查得 2.2112，1.52 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 αζ=2.2112 αη=1.52 q0.82,q0.85 q0.82,q0.85 故有效应力集中系数按式(附3-4)为 kζ=1+qζ(αζ-1)=1.993 kη=1+qη(αη-1)=1.67 由附图3-2得尺寸系数 ε由附图3-3得扭转尺寸系数 εζ=0.66 kζ=1.993 kη=1.67 ζε轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 εη=0.8 =0.66 =0.8 η0.92 轴未经表面强化处理,即q1,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为 Kζ= kζ/εKη= kη/εζ 0.92 q1 +1/βζ-1=3.1067 +1/βη-1=2.174 Kζ=3.1067 η第 13 页 共 21 页

又由3-1节和3-2节得碳钢的特性系数 Kη=2.174 Sζ=37.9 Sη=14.07 Sca=13.19＞＞1.5 故安全. W1=51200 mm3 W2=102400 mm3 M=80264 N·mm T2=868630N·mm ζ=M/W=1.5676 0.1~0.2,取0.1 0.05~0.1,取0.05于是,计算安全系数 Sζ=ζ-1/( Kζζ+фζζm)=37.9 Sη=η-1/( Kηζ+фηηm)=14.07 Sca= SζSη/( Sζ2+Sη2)1/2=13.19＞＞1.5 故可知其安全. (3) 截面右侧 抗弯截面系数 W1=0.1d3=0.1×803=51200 mm3 抗扭截面系数 W2=0.2d3=0.2×803=102400 mm3 截面右侧的弯矩M为 M=256770.479×(69.1-47.5)/69.1=80264 N·mm 截面上的扭矩T2为 T2=868630N·mm 截面上的弯曲应力 ζ=M/W=1.5676 截面上的扭转切应力 η=T2/W2=8.483 过盈配合处的k/ 值,由附表3-8用插入法求出,并η=T2/W2=8.483 取k/0.8k/,于是得k 3.1 kkk3.1 2.48 0.83.12.48 轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 0.92 轴未经表面强化处理,即q1,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为 第 14 页 共 21 页

0.92

KKkk1113.18 Sζ=58.13 Sη=14.45 Sca=14.02＞＞1.5 截面右侧的强度 也是足够的. 12.56于是,计算安全系数 27555.766 S3.181.5676155S13.687 8.4838.4832.620.0522 Sca= SζSη/( Sζ+Sη)=13.284＞＞1.5 故该轴在截面右侧的强度也是足够的 至此，轴的校核计算完毕，设计符合要求，绘制输出轴的工作图。 六、蜗杆轴的设计计算 ⑴根据公式 d≥C×(P1/n1)=112×(3.96/960) T2=39.4N·M ⑵这根是高速轴，所以选择TL型弹性套柱销联轴器。因为蜗杆分度圆直径为80，齿根圆为60.8，按每个台阶差高度为3-5mm估算，第一段轴径初选40mm。考虑到安全因素，即选择轴孔直径为62 mm，轴长为112 mm，实际情况轴长要略短一些，所以实际取110mm。 ⑶根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径40 mm，故取第二段轴径为50 mm。 ⑷第三段轴上安装圆锥滚子轴承，根据设计手册，蜗杆轴一般用03系列的，所以由轴承标准件取得内径为 60 mm。 ⑸第四段是轴肩，要求直径放大6~10，取直径为70 mm，满足条件。 ⑹第五段和第七段的尺寸，根据蜗杆齿根圆确定。 已知齿根圆为60.8mm，两旁轴径则比其缩小少许，故取整60mm。 ⑺第六段为蜗杆齿，蜗杆齿顶圆96mm,分度圆80mm，齿根圆第 15 页 共 21 页

1/3 1/3221/2 d≥17.96mm T2=39.4N·M =17.96mm TL型弹性套柱销联轴器 第一段轴径40mm 第二段轴径为50 mm。 第三段轴60 mm。 轴肩取直径为70 mm 第五段和第七段 取整60mm

60.8mm。 ⑻第八段同（5），取70mm。 ⑼第九段为轴承同⑷，取60mm。 ㈡ 确定蜗杆轴各段轴长 ⑴由上述“⑵”得第一段轴长为110 mm ⑵第六段蜗杆齿长度为公式 a) 变位系数 x2= -0.5 b) 取（11+0.06z2 ）m 与(10.5+z1 )m 较大值，得103mm。 c) 箱体主视图内壁距离为256+22=278mm,轴承座外端面距离 第八段70mm。 第九段为轴承取60mm。 外箱壁6毫米，因为是内伸入式轴承座，又必须保证内部 斜面与蜗轮距离大约在一个箱壁厚度左右，故取外端面距离内伸最深处55mm，预留3毫米的油润滑间隙，则涡轮齿 两侧到各段轴承各有54mm空间。两轴肩各取10mm常用值， 各加溅油盘10mm，尺寸正好吻合。所以，蜗轮杆两侧距离 两轴肩34mm，两轴肩外侧各加33.5mm宽的轴承和10mm 溅油盘，圆整后得44mm。 第二段为伸出端盖，圆整后为40mm。 轴端倒角皆为245，参考书上表15-2，各轴肩处的圆角半径和 倒角。 总轴长429mm。 七、键联接的选择及校核计算 低速轴上的键联接： 1) 联接轴与联轴器的键 (1) 键的类型和尺寸 单圆头普通平键(A型) 键的基本尺寸为 b.×h×L=18×11×125 配合轴的直径为 d=63 mm 第 16 页 共 21 页

单圆头普通平键(A型) d=63 mm

(2) 校核键联接的强度 键,轴和轮彀的材料都是钢,由表6-2查得许用挤压应力 为 P100~120MPa 取其平均值 P110MPa 键的工作长度 l=L-b/2=125-9=116 mm 键与轮彀的接触长度 k=0.5h=0.5×10=5 mm 由式6-1得 бp=2T2×103/kld=2×868630/5×116×63=47.54 Mpa＜[бp] 可见键的强度合格. 2) 联接轴与齿轮的键 (1) 键的类型和尺寸 圆头普通平键(A型) 键的基本尺寸为 . b.×h×L=22×14×80 配合轴的直径为 d=80 mm (2) 校核键联接的强度 键,轴和轮彀的材料都是钢,由表6-2查得许用挤压应力为 P100~120MPa 取其平均值 P110MPa 键的工作长度 l=L-b/2=80-11=69 mm 键与轮彀的接触长度 k=0.5h=0.5×14=7 mm 由式6-1得 бp=2T2×103/kld=2×868630/7×69×80=44.96 Mpa＜[бp] 可见键的强度合格 八、减速器箱体结构尺寸确定 （根据机械课程设计书P22表4-1） 第 17 页 共 21 页

P110MPa l=116 mm k=5 mm бp=47.54 Mpa p＜[бp] ∴强度合格 圆头普通平键(A型) d=80 mm P110MPa l=69 mm k=7 mm бp=44.96 Mpa бp＜[бp] ∴强度合格

⑴ 箱座壁厚δ 根据公式0.04a+3≥8，a=160 mm(前面蜗杆中心距) ，故圆整取为11 mm。 ⑵ 箱盖壁厚δ1 根据蜗杆在下：=0.85δ≥8，取为10mm。 ⑶ 箱座凸缘厚度b 根据1.5δ，即为16.5 mm。 ⑷ 箱盖凸缘厚度b1 根据1.5δ1，圆整取为15 mm。 ⑸ 箱座底凸缘厚度b21 根据2.5δ1，即为27.5 mm。 ⑹ 地脚螺栓直径df 根据df=0.036a+12，圆整取为18 mm。但此为第二系列，故我们选用20mm ⑺ 地脚螺栓数目n=4 ⑻ 轴承旁连接螺栓直径d1 δ=11 mm δ1=10 mm b=16.5 mm b1 =15mm b21=27.5 mm df=20 mm n=4 d1=16 mm 根据d1=0.75 df=0.75×18=13.5，圆整取为14 mm。派生16mm d2=10 mm ⑼ 箱盖与箱座连接螺栓直径d2 根据d2=(0.5~0.6) df，取为9 mm。派生10mm ⑾ 轴承端盖螺钉直径d3 d3=8 mm d4=8 mm d=8 mm R1 =22 mm l1=47 mm △1=11 mm 根据d3=(0.4~0.5) df，取为8 mm。 ⑿ 视孔盖螺钉直径d4 根据d4=(0.3~0.4) df，取为8 mm。 ⒀ 定位销直径d 根据d=(0.3~0.4) d2，取为8 mm。 ⒃ 轴承旁凸台半径R1 由R1 =c2，得出R1 =22 mm。 ⒄ 外箱壁至轴承座端面距离l1 第 18 页 共 21 页

l1= c1+ c2+5~8，即取为47 mm。 △2=11 mm M12=8.5 mm m2=9.35 ⒅ 大齿轮顶圆与内机壁距离△1≥δ，取为11 mm。 ⒆ 齿轮端面与内机壁距离△2≥δ，取为11 mm。 ⒇ 箱盖、箱座肋厚m1、m m1≈0.85δ1、m1≈0.85δ1，故m1取为8.5 mm，m2取为9.35 mm。 D2=160 mm 其他：轴承端盖外径D2 凸缘式端盖：D2=D+5~5.5d3，故取为160 mm； 嵌入式端盖：D2=1.25D+10，D为轴承外径，取为120 mm。 轴承旁联接螺栓距离s，s≈D2=160 mm。 D2=120 mm s≈D2=160 mm P2=2.9106 kw，T2=868630N·mm Ft=7005.1N Fr=2562.35N Fa=700.8N 九、润滑油选择： 蜗杆减速器按照滑动速度选择。 故选用蜗轮蜗杆油680号 十、滚动轴承的选择及计算 低速轴滚动轴承： 1、求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2 1、根据已求得的的功率P2转速n2和转矩T2 P2=2.9106 kw，T2=868630N·mm 2、求作用在齿轮上的力 齿轮分度圆的直径为 d2= 248 mm 圆周力：Ft=2T2/d2=7005.1N 径向力：Fr= Ft tanα/cosβ=2562.35N 轴向力 ：Fa= Ft tanβ=700.8N (2) 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 第 19 页 共 21 页

对于30214型轴承,由手册查得Cr=132kN，e=0.42，Y=1.4 Cr=132kN，e=0.42，按表13-7,轴承派生轴向力FdeFr,其中,e为表13-5中的判Y=1.4 断系数，其值由未知，取e=0.42. Fr1=3715.6N Fr2=3743N Fd1=Fr1/2Y=3715.6/(2×1.4)=1327N Fd2=Fr2/2Y=3743/(2×1.4)=1336.79N Fd1Fd2Fa，轴承2放松，轴承1压紧 Fa1Fd2Fae2037.59N Fa2Fd21336.79N Fa1/Fr1=2037.9/3715.6=0.548e X2=1 Y2=0 因为中等冲击，所以 fp=1.5 P11.5(0.4371562037.591.45)39948.699NP21.5(13743)5614.5N Fa 的大小来决定，但现轴承轴向力Fa C0 e=0.42 Fr1=3715.6NFr2=3743N Fd1=1327N Fd2=1336.79N Fa1=2037.59N Fa2=1336.79N fp=1.5 P1=39948.69N P2=5614.5N ， P1>P2 106C1061320003 Lh()()27985.7h 60nP603239948.6991转换成年数，可用5年，故5年检修便更换一套轴承 十一、联轴器的选择 由轴的设计计算可知蜗杆轴选用TL4型弹性套柱销联轴器，低速轴依然选用HL5型弹性柱销联轴器（选择过程详见轴的设计计算）。 第 20 页 共 21 页

Lh27985.7h

十二、设计小结 本次课程设计的尾声终于临近。堪称比考试还要艰难的十几天，体力透支是毋庸置疑的。每天就在数学的计算，力学的校核，以及空间的统筹中转悠。不止一次在雨天撑伞进楼，忘了收起雨伞，并且在考虑设计的问题。最长记录是走楼梯到二楼才发现伞没有收。 本次负责的蜗杆减速器，从对它不知所云到最后把整个结构都刻进脑海，我花的心思与精力只有自己才能体会的到。 计算数据阶段：这个是十分枯燥的，大家在一起用相近的数据演算，结果随着每个人的想法不同，一些有范围的取值，大家的各抒己见导致了最后结果的分道扬镳。我从这里看见一个设计师对一件成品的价值体现。不同的设计师可以设计出不同特点相同功能的成品。这种关系巧妙映射成导演、剧本和最后电影的关系。 在数据阶段，最怕的就是小疏忽。 做考试卷，算错了也只不过是扣扣分而已。但在设计领域，算错意味着就是利益的损失，以及负面结果的共同作用。绝不反工，是我们的目标。 箱体设计 有了数据再设计箱体。由于我们组是蜗杆传动，所以整个箱体外型很小，几乎只有别组大小的70%。但就是如此小的减速器让我废寝忘食得近乎两个礼拜。天天熬夜，咖啡成了必需品，几乎每天可以欣赏到天华学院的日出。 我们使用的是电脑中的绘图软件CAD与CAXA。对软件的熟练运用，也对我们设计减速箱的效率有着很大的帮助。 参考资料目录 1《机械设计》（第七版），濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，2003年5月 2机械原理》（第六版），孙恒、陈作模主编，高等教育出版社，2001年6月 3.《机械设计课程设计》（第四版），陆玉主编，冯立艳副主编，机械工业出版社，2006年12月

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